ОГЛАВЛЕНИЕ
Определения, обозначения и скоращения ................................................................ 5
Введение ....................................................................................................................... 6
1
Расчет режимов резания ............................................................................. 7
2
Кинематический расчет привода главного движения ........................... 12
3
Силовой расчет привода ........................................................................... 16
4
Расчет шпинделя на точность .................................................................. 20
5
Система смазки привода главного движения ......................................... 21
6
Порядок регулировки валов ..................................................................... 22
Заключение, выводы ................................................................................................. 23
Список использованных источников ...................................................................... 24
Приложение А Кинематическая схема коробки скоростей ................................. 25
Приложение Б Общий вид ПГД.............................................................................. 26
Приложение В Развертка коробки скоростей ....................................................... 27
Приложение Г Шпиндельный узел ........................................................................ 28
Приложение Д Шестерня цилиндрическая прямозубаяZA-3-30 ........................ 29
Приложение Д Расчетные схемы ............................................................................ 30
4
ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБОЗНАЧЕНИЯ И СКОРАЩЕНИЯ
В настоящем текстовом документе используются следующие определения,
обозначения и сокращения:
КПД – коэффициент полезного действия.
ПГД – привод главного движения.
Система СПИД – система «Станок-приспособление-инструмент-деталь».
5
ВВЕДЕНИЕ
Данный курсовой проект выполнен в соответствии с стандартами
образования и на основе рабочей программы по дисциплине «Металлорежущие
станки».
В ходе работы необходимо спроектировать привод главного движения
станка.
Актуальность данной задачи состоит в том, что существующий
токарно-карусельный станок-аналог не обладает заданными мощностными
параметрами и, как следствие, не рассчитан на черновую обработку деталей,
масса которых достигает 8 тонн. Ограничивающим фактором выступают
габариты станка, которые должны быть сопоставимы со станком аналогом.
Целью данной работы является проектирование привода главного
движения.
Для достижения данной цели необходимо решить следующие задачи:
1)
охарактеризовать условия производства;
2)
рассчитать режимы резания;
3)
произвести кинематический расчет привода главного движения;
4)
произвести силовой расчет валов и шестерен;
5)
произвести расчет точности шпиндельного узла;
6)
определить систему смазки привода;
7)
описать порядок регулировки подшипниковых узлов;
8)
разработать сборочные чертежи и комплект документации по
эксплуатации привода главного движения;
6
1
РАСЧЕТ РЕЖИМОВ РЕЗАНИЯ
В качестве аналога токарно-карусельного станка в задании предложен
станок 1512. На данном станке можно выполнять следующие технологические
операции: точение, растачивание, подрезка торцов, сверление, зенкерование,
развертывание, прорезку канавок.
В данной работе был проведен анализ граничных условий режимов
резания, пользуясь исходными данными и справочными формулами. При
точении жёсткость системы СПИД выше, чем при растачивании и прорезании
канавок за счет меньшего вылета инструмента, следовательно, можно применять
более граничные условия при назначении режимов резания. Однако в
соответствии с исходными данными указал разные максимальные диаметры
обработки для операций точения и растачивания, следовательно, расчет режимов
резания для точения и растачивания необходимо производить при черновых и
чистовых параметрах. Сравнивая рекомендации из справочника по операциям
сверления, зенкерования, развёртывания можно сделать вывод о том, что
максимальные частоты вращения шпинделя будут при сверлении минимального
диаметра
отверстия,
максимального
по
а
минимальные
диаметру
обороты
отверстия.
–
Подрезка
при
развертывании
торцов
является
специфической операцией, поскольку при ней происходит линейное изменение
обрабатываемого диаметра, в связи с чем рекомендуется назначать средние
значения режимов резания.
Расчет режимов резания производился по справочнику технологамашиностроителя А.Г. Косиловой, Р.П. Мещерякова [1].
Исходные данные:
мм
𝐷𝑚𝑎𝑥 = 1100 (мм), 𝑡 = 15 (мм), 𝑠 = 1.8 ( ) , 𝑇 = 60 (мин),
об
где 𝐷𝑚𝑎𝑥 – максимальный диаметр обработки, мм;
𝑡 – глубина резания, мм;
𝑠 – подача при точении, мм/об;
𝑇 – период стойкости инструмента, мин.
7
Определим скорость резания при точении по формуле
𝑣=
𝐶𝑣
𝑚
𝑇 ∙𝑡 𝑥 ∙𝑠 𝑦
∙ 𝐾𝑣 ,
(1.1)
где 𝐶𝑣 – постоянная для скорости при точении 𝐶𝑣 = 340;
𝐾𝑣 – поправочный коэффициент для скорости при точении, учитывающий
условия обработки;
𝑚 – показатель степени для периода стойкости, m = 0,2;
𝑦 – показатель степени для подачи, 𝑦 = 0,45;
𝑥 – показатель степени для глубины резания, 𝑥 = 0,15;
𝐾𝑣 – поправочный коэффициент для скорости резания при точении,
учитывающий условия обработки.
Коэффициент 𝐾𝑣 определяется из формулы
𝐾𝑣 = 𝐾𝑣m ∙ 𝐾𝑣𝑖 ∙ 𝐾𝑣𝑡 ,
(1.2)
где 𝐾𝑣m – коэффициент, учитывающий марку материала;
𝐾𝑣𝑖 – коэффициент на инструментальный материал, 𝐾𝑣𝑖 = 1,0;
𝐾𝑣𝑡 – коэффициент, зависящий от глубины сверления, 𝐾𝑣𝑡 = 1,0.
Коэффициент 𝐾𝑣m определяется по формуле
750 n𝑣
𝐾𝑣m = 𝐾𝑔 ∙ (
𝜎в
)
750 1,25
= 0,7 ∙ (
750
)
= 0,7,
(1.3)
где 𝐾𝑔 – коэффициент, характеризующий группу стали по обрабатываемости;
𝜎в – придел прочности заготовки;
𝑛𝑣 – показатель степени, для данной группы материалов.
Таким образом, коэффициент 𝐾𝑣 будет равен
𝐾𝑣 = 0,7 ∙ 1 ∙ 1 = 0,7.
Определим скорость резания при сверлении по формуле
𝑣=
𝐶𝑣 ∙𝐷𝑞
𝑇 𝑚 ∙𝑠 𝑦
∙ 𝐾𝑣 ,
(1.4)
где 𝑞 – показатель диаметра, 𝑞 = 0,4.
8
Определим скорость резания при развертывании по формуле
𝑣=
𝐶𝑣 ∙𝐷𝑞
𝑇 𝑚 ∙𝑡 𝑥 ∙𝑠 𝑦
∙ 𝐾𝑣 .
(1.5)
Найдем частоту вращения по формуле
η=
1000∙𝑣
π∙𝐷
.
(1.6)
Выберем ближайшую большую частоту вращения шпинделя, тогда
действительное значение скорости определяется по формуле
𝑣=
π∙𝐷∙η
1000
.
(1.7)
Определим тангенциальную составляющую силы резания при точении по
формуле
𝑃𝑧 = 10 ∙ 𝐶𝑃 ∙ 𝑣 𝑛 ∙ 𝑡 𝑥 ∙ 𝑠 𝑦 ∙ 𝐾𝑃 ,
(1.8)
где 𝐶𝑃 – постоянная для тангенциальной силы при точении, определяющаяся по
таблице 𝐶𝑃 = 200;
𝐾𝑃 – поправочный коэффициент для тангенциальной силы при точении,
учитывающий условия обработки;
𝑦 – показатель степени для подачи, 𝑦 = 0.75;
𝑥 – показатель степени для глубины резания, 𝑥 = 1;
𝑛 – показатель степени для скорости, 𝑛 = 0;
Коэффициент 𝐾𝑃 определяется по формуле
𝐾𝑃 = 𝐾mp ∙ 𝐾𝑟𝑝 ∙ 𝐾𝜑𝑝 ∙ 𝐾𝛾𝑝 ∙ 𝐾𝜆𝑝 ,
(1.9)
где 𝐾𝑚р – коэффициент, учитывающий марку обрабатываемого материала;
𝐾𝑟𝑝 – коэффициент, учитывающий величину радиуса при вершине, 𝐾𝑟𝑝 = 1;
𝐾𝜑𝑝 – коэффициент, учитывающий величину главного угла в плане, 𝐾𝜑𝑝 = 1;
𝐾𝛾𝑝 – коэффициент, учитывающий величину переднего угла, 𝐾𝛾𝑝 = 1;
𝐾𝜆𝑝 – коэффициент, учитывающий величину переднего угла, 𝐾𝜆𝑝 = 1.
9
Коэффициент 𝐾𝑚р определяется по формуле
𝐾𝑚𝑝 = (
𝜎в np
) ,
750
(1.10)
где 𝑛𝑃 – показатель степени для данной группы материалов.
Вычислим коэффициент 𝐾𝑚р :
𝐾𝑚𝑝 = (
𝜎в np
)
750
Определим
=(
750 0.75
)
750
осевую
= 1.
составляющую
силы
резания при
сверлении
по формуле
𝑃о = 10 ∙ 𝐶𝑃 ∙ 𝐷𝑞 ∙ 𝑠 𝑦 ∙ 𝐾𝑃 .
(1.11)
Определим осевую составляющую силы резания при развертывании
по формуле
𝑃о = 10 ∙ 𝐶𝑃 ∙ 𝑡 𝑥 ∙ 𝑠 𝑦 ∙ 𝐾𝑃 .
(1.12)
Определим момент при сверлении по формуле
𝑀кр = 10 ∙ 𝐶𝑀 ∙ 𝐷𝑞 ∙ 𝑠 𝑦 ∙ 𝐾𝑃 .
(1.13)
Определим момент при развёртывании по формуле
𝑀кр = 10 ∙ 𝐶𝑀 ∙ 𝑡 𝑥 ∙ 𝑠 𝑦 ∙ 𝐾𝑃 .
(1.14)
Определим мощность необходимую для точения по формуле
𝑁=
𝑃𝑧 ∙𝑣
.
(1.15)
1020∙60
Определим мощность, необходимую для сверления и развертывания
по формуле
𝑁=
𝑀кр ∙η
9750
.
(1.16)
10
Результаты расчетов сведены в таблицу 1.1.
Таблица 1.1 – Режимы резания
Наименование операции
Точение черновое
Точение чистовое
Растачивание черновое
Растачивание чистовое
Сверление
Развертывание
𝑃, кН
46,7
0,05
7,7
0,05
13
0,8
𝑁, кВт
39,7
0,3
8,5
0,27
3,7
0,38
η, об/мин
14
260
30
350
170
15
По результатам расчетов можно сделать вывод о том, что самой
нагруженной операцией является черновое точение. Полученные данные по этой
операции будут являться основой для расчетов на прочность.
11
2
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ГЛАВНОГО
ДВИЖЕНИЯ
Кинематический расчет ПГД необходим для определения передаточных
отношений на всех ступенях регулирования.
Сначала необходимо определить диапазон частотного регулирования. Для
этого берутся минимальное и максимальное значения частот вращения
шпинделя. Далее определяется знаменатель ряда по формуле [2]
φ=
𝑧−1
√𝑅 ,
(2.1)
где 𝑧 – количество ступеней регулирования, 𝑧 = 12;
𝑅 – отношение максимальной и минимальной частоты вращения шпинделя,
𝑅 = 25.
Вычислим знаменатель ряда:
φ=
12−1
√25 = 1,34.
Выберем стандартный меньший знаменатель φ = 1,26.
Определим частоты вращения шпинделя по формуле
η𝑛 = ηмин ∙ φ𝑧−𝑛 .
(2.2)
где 𝑛 – ступень регулирования.
Так как в станке-аналоге предусмотрено разделение шпиндельного узла
от коробки скоростей, то воспользуемся такой же схемой. При этом крайнее
передаточное отношение равно 5. Поэтому полученные частоты вращения
следует увеличить в 5 раз для получения диапазона частот регулирования
на выходном вале коробки.
12
Далее необходимо произвести выбор электродвигателя по критерию
мощности. Для этого определяется минимально необходимая мощность
для механической обработки по формуле
𝑁
′𝑁 = .
(2.3)
μ
где μ – КПД привода.
Вычислим минимально необходимую мощность:
′𝑁 =
39,7
0,886
= 44,7 кВт.
Для данной мощности подходит электродвигатель АИР200L2 мощностью
45 кВт и с частотой вращения 2960 об/мин.
Далее определим передаточные отношения
для
каждой
ступени
графоаналитическим методом, используя следующие рекомендации:
1)
количество
ступеней
регулирования
должно
уменьшаться
с уменьшением частоты вращения;
2)
наибольшие
передаточные
отношения
следует
сносить
на низкочастотные валы.
В соответствии с рекомендациями были получены графики частот
вращения валов (рисунок 2.1).
13
Рисунок 2.1 – График частот вращения валов (об/мин)
Далее необходимо определить количество зубьев шестерни, используя
следующую рекомендацию: минимальное количество зубьев на первых валах
следует увеличить на 50-30%, в запас размеров для расчетов валов на жесткость.
Для начала необходимо определить наибольшую из наименьших общих
кратных сумм числителя и знаменателя передаточных отношений. Обозначим ее
за переменную 𝐾. Далее определим количество зубьев в зацеплении по формуле
𝑆 = 𝐾 ∙ 𝐸,
(2.4)
где 𝐸 – коэффициент раздатка.
Коэффициент раздатка определяется по формуле
𝐸=
𝑧𝑚𝑖𝑛 ∙(𝑞+𝑓)
𝐾∙𝑓
,
(2.5)
где 𝑧𝑚𝑖𝑛 – минимальное количество зубьев в зацеплении;
𝑞 – числитель передачи;
𝑓 – знаменатель передачи.
14
Количество зубьев для ведущей шестерни определятся по формуле
𝑧=𝑆
𝑞
𝑞+𝑓
.
(2.6)
Количество зубьев для ведомой шестерни определятся по формуле
𝑧=𝑆
𝑓
𝑞+𝑓
.
(2.7)
Результаты расчетов сведены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Количество зубьев шестерен
Валы
№ пары
1
I-II
2
3
4
II-III
5
6
III-IV
7
V-Шпиндель
8
Вид шестерни
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
Ведущая
Ведомая
15
Количество зубьев,
шт.
30
60
36
54
40
50
23
67
36
54
26
104
65
65
25
125
3
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Валы и шестерни выполнены из одного материала: стали 40Х. Вид
термообработки шестерен – улучшение.
Для начала необходимо произвести силовой расчет зубчатых шестерен. Он
состоит следующих этапов [3]:
1) определить модуль колеса;
2) произвести геометрический расчет колеса;
3) определить изгибные и контактные напряжения колеса;
4) убедиться в наличии запаса прочности колеса.
Модуль зубчатого колеса рассчитывается по следующей формуле:
3
2∙𝑀∙𝐾
𝑚=√
∙ 𝑌,
𝑧∙ω∙[σ]
(3.1)
где 𝑀 – крутящий момент на валу.
Крутящий момент на валу определяется по формуле
𝐷
1
2
𝑖
𝑀=𝑃∙ ∙ ,
(3.2)
где 𝑖 – передаточное отношение на валу;
𝐾 – коэффициент нагрузки;
𝑌 – коэффициент формы зуба;
ω – коэффициент ширины зуба;
[σ] – допускаемое напряжение.
Далее необходимо определить ширину венца по формуле
𝑏 = ω ∙ 𝑚.
(3.3)
Затем необходимо рассчитать межосевое расстояние по формуле
𝑎𝑤 = 0,5 ∙ 𝑚 ∙ 𝑆.
(3.4)
16
Далее необходимо проверить условие контактной и усталостной
прочности:
[σ] > σ.
Контактное напряжение определяется в первую очередь по формуле
σ=
300
𝑎𝑤
∙√
𝑀∙𝐾∙(𝑖+1)3
𝑏∙𝑖
.
(3.5)
Далее находится значение усталостной прочности по формуле
σ=
2𝑀∙𝐾∙𝑌
𝑏∙𝑧∙𝑚2
.
(3.6)
После того, как найдены значения контактного напряжения и усталостной
прочности вычисляют силы в зацеплении. Так окружная сила определяется
по формуле
𝐹𝑡 =
2𝑀
𝑧∙𝑚
.
(3.7)
Радиальная сила в зацеплении рассчитывается по формуле
𝐹𝑟 = 𝐹𝑡 ∙ tg(α),
(3.8)
где α – угол зацепления.
Результаты расчетов сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Параметры зубчатых зацеплений
Валы
I-II
II-III
III-IV
V-Шпиндель
m, мм
3
4
6
8
b, мм
30
40
60
80
𝑎𝑤 , мм
135
180
390
600
𝐹𝑡 , кН
4,5
8,8
16,5
51,7
𝐹𝑟 , кН
1,6
3,2
6,0
18,8
Затем производят подбор электромагнитных муфт для передачи крутящего
момента на валах I и III. Учитывая величину крутящих моментов, были выбраны
муфты ЭТМ112 и ЭТМ115 для I и III валов соответственно.
После выбора муфт назначают длины участков валов.
17
Далее производится прочностной расчет валов, который состоит из
следующих этапов:
1)
определение реакций в опорах валов (приложение Е);
2)
определение изгибающих моментов в опасных сечениях на валу;
3)
определение минимально необходимого диаметра вала из условия
изгибной прочности.
Для определения реакции в опоре используют формулу:
̅
∑(𝐹 ∙𝑙𝐹 )
𝑅̅𝑖 =
,
(3.9)
𝑙𝑅𝑖
где 𝐹̅ – вектор силы в зацеплении;
𝑙𝐹 – плечо силы в зацеплении;
𝑙𝑅𝑖 – плечо реакции в опоре.
Далее определяют моменты в опасных сечениях по формуле
𝑀𝑖 = ∑(𝐹̅ ∙ 𝑙𝐹 + 𝑅̅𝑖 ∙ 𝑙𝑅𝑖 ).
(3.10)
Затем определяют эквивалентный изгибающий момент по формуле
𝑀экв = √𝑀2 + 0.43𝑀кр 2 .
(3.11)
Для определения необходимого диаметра необходимо воспользоваться
следующей формулой:
3
𝑀
𝑑 = √ экв .
0,1∙σ
(3.12)
После определения необходимых параметров производятся расчет валов
на жесткость, так как условие жесткости в случае зубчатых сопряжений
оказывается более строгим. Для этого необходимо из уравнения Мора выразить
диаметр. Полученная формула выглядит следующим образом:
4
64
𝑑=√
∙ √𝐷 + 𝐶 2 ∙ 𝑙 + ∑(𝑀 ∙ 𝑙 2 ) + ∑(𝐹 ∙ 𝑙 3 ) + ∑(𝑞 ∙ 𝑙 4 ),
6∙𝐸∙π∙𝑦
где 𝐸 – модуль Юнга материала;
𝑦 – допускаемый прогиб;
𝐷 и 𝐶 – постоянные, определяемые из граничных условий.
18
(3.13)
Полученные данные сведены в таблицу 3.2.
Таблица 3.2 – Параметры валов
Вал
d, мм
45
60
80
100
100
200
I
II
III
IV
V
Шпиндель
Шлицевые
и
шпоночные
𝑅𝐴 , кН
5,2
8,9
16,9
26,2
88,1
45,8
соединения
назначают
𝑅𝐵 , кН
1,2
5,0
9,7
6,6
9,7
31,3
в
соответствии
с параметрами электродвигателя и электромагнитных муфт.
Далее производят расчет подшипниковых узлов на долговечность
по следующей формуле
𝐿 = 106 ∙
𝐶𝑝 3
)
𝑅𝑖 ∙𝑘
(
𝜈
,
Где 𝐶𝑝 – грузоподъемность подшипника;
𝑅𝑖 – реакция в опоре;
𝑘 – поправочный коэффициент, учитывающий схему закрепления;
𝜈 – частота вращения вала.
Результаты расчетов сведены в таблицу 3.3.
Таблица 3.3 – Результаты расчетов подшипниковых узлов на долговечность
Вал
I
II
III
IV
V
Шпиндель
Обозначение
опоры
А
В
А
В
А
В
А
L, 104 ч.
Обозначение подшипников
7,9
7,2
6,4
9,0
15,2
4,8
6,1
212, 2212
209
2312
2512
2316
2216
2097724 2шт.
В
6,0
120
А
8,9
2097724 2шт.
В
7,8
42320
А
15,0
2160
В
14,0
2140
19
4
РАСЧЕТ ШПИНДЕЛЯ НА ТОЧНОСТЬ
Так как в основании шпиндельного узла установлен гидростатический
подшипник, закрепленный непосредственно в основании и планшайбе, то
расчетом осевой жесткости можно пренебречь.
Для расчета радиальной жесткости шпиндельного узла необходимо
определить биение, возникающие в планшайбе из-за подшипниковых узлов.
Расчет радиального биения шпинделя в ненагруженном состоянии производится
по следующей формуле:
𝑎
𝑎
Δр = Δ𝐵 ∙ (1 + ) + Δ𝐴 ∙ ,
𝑙
𝑙
(4.1)
где Δ𝐵 – радиальное биение подшипника в узле B;
Δ𝐴 – радиальное биение подшипника в узле А;
𝑎 – длина консольной части;
𝑙 – расстояние между опорами.
Δр = 1,5 ∙ (1 +
600
600
) + 1,5 ∙ 1000 = 3 мкм.
1000
Допускаемое радиальное биение шпинделя у станков класса точности H
с учетом нормального распределения составляет 7 мкм.
Условие точности выполнено.
20
5
СИСТЕМА СМАЗКИ ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ
Коробка скоростей и шпиндельный узел имеют централизованную
систему смазки. Резервуаром для масла служит основание шпиндельного узла.
При помощи системы насосов происходит подача масла к основным
механическим зацеплениям, а также к гидростатическому подшипнику.
При
нехватке
масла
в
гидростатическом
подшипнике
происходит
автоматическое блокирование вращения планшайбы. Для смазки шпиндельного
узла используется индустриальное масло И-50А. Шестерни коробки скоростей
смазываются маслом ТЭп-15.
Во всех подшипниках качения перед сборкой необходимо смазать
внутреннюю полость смазкой ЦИАТИМ-205.
21
6
ПОРЯДОК РЕГУЛИРОВКИ ВАЛОВ
Регулировка
подшипников
шпинделя
сводится
к
уменьшению
радиального зазора за счет увеличения наружных диаметров внутренних колец
подшипников путем запрессовки их на конические шейки шпинделя. Порядок
регулирования следующий:
1)
планшайбу
со
шпинделем
поднять
краном
и
установить
на подкладки шпинделем вверх;
2)
отпустить стопорные винты и гайки;
3)
вынуть полукольца проставные;
4)
затянуть стопорные гайки;
5)
произвести пригонку полуколец и установить их;
6)
подтянуть стопорные гайки и винты.
Порядок регулировки промежуточных валов сводится к уменьшению
осевых зазоров между стопорными кольцами и подшипниками при помощи
набора втулок и колец.
22
ЗАКЛЮЧЕНИЕ, ВЫВОДЫ
В ходе данной работы был произведен расчет режимов резания,
в результате которого было выяснено, что точение при черновой обработке
является самой нагруженной операцией. Требуемая мощность для точения
составила 39,7 кВт. Далее был произвести выбор электродвигателя по критерию
мощности и его КПД. Для полученного значения мощности 44,7 кВт был выбран
электродвигатель АИР200L2 мощностью 45 кВт с частотой вращения
2960 об/мин. При проектировании ПГД было также определено количество
зубьев зубчатых колес для каждого вала, составлен график частот вращения
валов, произведен подбор электромагнитных муфт для передачи крутящего
момента на валах I и III. Учитывая величину крутящих моментов, были выбраны
муфты ЭТМ112 и ЭТМ115.
При проектировании ПГД необходимо выполнение условий на жесткость
валов, контактную прочность зубчатых колес. По результатам расчетов все
условия выполняются.
Так как в основании шпиндельного узла установлен гидростатический
подшипник, закрепленный непосредственно в основании и планшайбе, то
расчетом осевой жесткости можно пренебречь.
Для расчета радиальной жесткости шпиндельного узла было определено
биение, возникающие в планшайбе из-за подшипниковых узлов. Допускаемое
радиальное
биение
шпинделя
для
станков
класса
точности
H
оказалось выше расчетного. Условие точности выполнено.
В расчетной части также была определена долговечность подшипниковых
узлов.
Для спроектированного ПГД была описана схема смазки и регулировки
валов.
По полученным данным был разработан пакет конструкторской
документации приведенный в приложениях А-Д.
23
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1
Косилова, А.Г. Справочник технолога-машиностроителя [Текст] : в
2 т. / А.Г. Косилова, Р.К. Мещерякова. – М. : Машиностроение, 1986. – 2 т.
2
Тарзиманов, Г.А. Проектирование металлорежущих станков [Текст]
Г.А. Тарзиманов. – М.: Машиностроение, 1972 г. – 312 с.
3
Курмаз, Л.В. Детали машин [Текст] : справ. Уч-мет. Пос. / Л.В.
Курмаз, А.Т. Скойбеда. – М.: Высшая школа, 2005 – 309 с.
24
ПРИЛОЖЕНИЕ А
Кинематическая схема коробки скоростей
25
ПРИЛОЖЕНИЕ Б
Общий вид ПГД
26
ПРИЛОЖЕНИЕ В
Развертка коробки скоростей
27
ПРИЛОЖЕНИЕ Г
Шпиндельный узел
28
ПРИЛОЖЕНИЕ Д
Шестерня цилиндрическая прямозубая ZA-3-30
29
ПРИЛОЖЕНИЕ Е
Расчетные схемы
30
Сведения о самостоятельности выполнения работы
Работа «Проектирование привода главного движения» выполнена мной
самостоятельно.
Один печатный экземпляр работы и электронный вариант работы
на цифровом носителе преданы мной на кафедру.
«
»
20
(подпись)
33
(инициалы, фамилия)
Отзывы:
Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв